本科优秀机械原理课程设计减速器传动箱DOC

1、目录设计任务书 41 题目分析及传动方案的拟定 52 减速器传动系统结构及动力分析 52.1 传动系统的工作情况分析 52.2 传动系统运动及动力分析计算 62.3 计算各轴的转速、 功率和转矩73 齿轮设计与校核计算 . 83.1 低速级齿轮设计与校核计算 83.2 高速级齿轮设计与校核计算 134 轴的设计与校核计算 . 194.1 输入轴设计与校核计算 194.2 中间轴设计与校核计算 224.3 输出轴设计与校核计算 26 5箱体设计及说明 . 31 6 轴承的选择及寿命校核计算 . 316.1 输入轴轴承的寿命校核计算 316.2 中间轴轴承的寿命校核计算 326.3 输出轴轴承的寿

2、命校核计算 337 键联接的选择及校核计算 . 347.1 输入轴连轴器键347.2 中间轴斜齿轮键347.3 中间轴直齿轮键347.4 输出轴齿轮键. 357.5 输出轴连轴器键. 358 联轴器的选择 . 358.1 输入轴连轴器的选择 . 358.2 输出轴连轴器的选择 . 359 减速器附件的选择 . 359.1 视孔盖的选择. 359.2 通气帽的选择. 359.3 放油螺塞及油圈的选择 . 359.4 游标的选择. 35 10 润滑与密封 . 36 设计小结 . . 36 参考资料 . 37设计内容计算及说明结果1题目分析及传动 方案的拟疋2减速器传动系统结构及动力分析由题目所知传

3、动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮 减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。2.1传动系统的工作情况分析2.1.1作用传动系统的作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原 动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协 调二者的转速和转矩。2.1.2特点传动方案的特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、 维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向 尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生 的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵 消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。2.1.3电机和工作机的安装位置电机安装在远离咼速

4、轴齿轮的一端；工作机安装在 远离低速轴齿轮的一端。设计内容计算及说明结果2.1.4画传动系统 结构简图2.2传动系统运动及动力分析计算2.2.1计算总效率总效率：由机械设计课程设计手册查得：n i （挠性联轴器）=0.993 , n 2 （圆锥滚子轴承）=0.98 ,3 （角接触球轴承）=0.99 , n 4 （齿轮传动）=0.985 , n 5 （联 轴器）=1;6 （滚筒效率）=0.96。设计内容2 2 2 2二口1 口；耳：口5口6 =0.993 汉 0.98 疋 0.992 汉0.9852汉 1汇 0.96 賂 0.888计算及说明耳=0.888结果222计算滚筒功 率2.2.3确定电

5、机型号2.2.4确定传动比i2.3计算各轴的转速、功率和转矩2.3.1低速轴（III轴）相关计算滚筒功率：P=FV=3.92kw蛉=3.92/0.888=4.41kw因为优选1000转电动机，所以查设计手册可选电动机型号：Y132M6满载转速： 厲=970r/min电机额定功率：巴=5.5kw电机输出功率：爲=4.41kwV滚筒转速：“ 3.14xP17r/s-76.总传动比 i = nm/rw =970/76.4=12.7 = 22 = 代a2.7取 h =1.4i2，则i1=4.2，i2=3耳=.=(12. 6-12. 7) /12. 7-0. 3%符合要求。1 .电机轴：尺=马=5.5k

6、w,叫* = 970r/min7；=9550JJl/=!54.13N.K2. 高速轴:耳=辰=5.5X 0.993=5.46kw7； =9550/； 7 = 53.75X 013. 中间轴：5.3kw叫二眄P=FV=3.92kw= 5. 5kw巳=4. 41W 12.7i1 =4.2,i2=3nm =58.99r/mi nl；=9550B/= 219N.m设计内容4低速轴（即III轴）：二二;Piii =8.94KW结果斜齿轮传动8级精度40Cr和45钢乙=24Z2 =101一 14；= 1.66骂=9550目g =関化曲皿|3传动零件的设计计算传动零件设计计算主要包括高速级圆柱斜齿轮设计 和

7、低速级圆柱直齿轮设计。传动零件设计计算主要包括高速级圆柱斜齿轮设计 和低速级圆柱直齿轮设计。3.1第一级齿轮传动设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）作为带式运输机的高速级，为了传动平稳，我们选择 斜齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选择 8级精度 （GB 10095-88）。3）材料选择。由表10 1选择小齿轮材料为40Cr （调 质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度 为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选择小齿轮齿数为召=24，大齿轮齿数 z2=4.2 24=100.8，取 =101。5）选取螺旋角。初选螺旋角1 =14； 2 按

8、齿面接触强度设计由设计计算公式10 21进行试算，即d1t3 2KtT1 u -1 ZhZe 讥：u = 1（1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt =1.6 2）由图10 30选取区域系数Zh =2.4333）由图 10 26 查得=0.78， ； ：2= 0.88，则：=：二I 2 -匸664）计算小齿轮所受转矩。丁一另50时一厂陌 一 5375x1 LN如屮5）由表10 7选取齿宽系数；=1。6）由表10 6查得1材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2 7）由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限6im1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳极限 二 Hiim2

9、=550MPa。8）由式1013计算应力循环次数M =60n1jLri =60 970 18 300 2 8 = 2.235 109N1/235 109 =5.321 108i14.29）由图10 19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.92，Khn 2=1 .05。10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为1，由式1012得I； 1Khn lim1 =0.92 600MPa = 552MPa1 SK屛HN2 lim2 =1.05X550MPa =577.5MPa2 S则许用接触应力LhJRU. 552 577.5 =564.75MPa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

10、2Ku-1 ZhZe% 48.1mm2)3)4)5)计算圆周速度。二 d1t n1v 二60 汉1000计算齿宽b及模数mnt。mnt二也1 97= 2.443m/s60 1000b = ddit =1 48.1 =48.1mmd1t cos :h =2.25mnt48.1 cos141.945 mm24= 2.25 1.945 = 4.38mmb/h =48.1/ 4.38 =10.98计算纵向重合度；-：。厂=0.318 dz1 tan - =0.318 1 24 tan14 =1.903计算载荷系数K。已知使用系数 心=1，根据2.443m/s，8级精度,由图10 8查得动载荷系数KV

11、=1.14；表104查得K = 1.453;由图 1013 查得 K =1.45;由表 10 3查得Kh ：二心=1.4。故载荷系数K =KaKvKh 一 Kh ： =1 1.14 1.4 1.453 = 2.326）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由1010a 得d1 二 d1tKtK =48.1 3 2.32 =54.44 mm X 1.67）计算模数mn。mnco= 54.44 cos14 = 2.2 mm243 按照齿根弯曲疲劳强度设计m 淫TY啤 YFaYsaY %Zi电【si（i）确定计算参数1）计算载荷系数K =KaKvKFo（Kfp = 1x1.14x1.4x1.45

12、= 2.31422）根据纵向重合度邛= 1.903，从图10 28查得螺旋角影响系数Yp = 0.88 o3）计算当里齿数。zZ12426 27Zv1 一一3-26.27cos P cos 14z2101ZV2 一一3-110.56cos 戸 cos 144）查取齿形系数。由表 105 查得 YFa1= 2.592 , YFa2= 2.172。5）查取应力校正系数由表 105 查得 YSa1= 1.569 , YSa2 =1.798。6）计算弯曲疲劳许用应力。由图10 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 =500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限Fe2 =380MPa。由图10 18取弯

13、曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85 , Kfn2 =0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1012得，r ,KfnFfe10.8500F FN1 FE -303.57MPaS1.4KFN2%=0.88T80 =238.86MPaS1.47）计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。LfYFaYsal2.592 灯.596 c c 一0.01363F1303.57YFa2YSa2 2.172x1.798Fa2 Sa2 _-0.01635 （1）确定公式内的各计算数值1 ）由图10 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe3 =500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10 18取弯曲疲劳

14、寿命系数Kfn3=0.88，3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1012得Kfn3FE3 0.88 500二MPa =314.29MPaS1.4KFN4；FE4 0.92 380FN4-FE4MPa =249.71MPaS1.4K *心心2：=1 1.1 1 1.33 = 1.463由表 10 5 查得 YFa3 = 2.8， YFa4 =2.28。由表 105 查得 Ysa3 =1.55，Ysa4 =1.73。YFa4YSa4 =228 Woi58冋】4249.71故大齿轮的数值更大。(2)设计计算2x1.463x2.8112605 m 狂 32氏 0.0158mm

15、= 3.19mmV1x202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模 数与齿数的乘积)有关，可取弯曲强度所得的模数3.19圆整为标准值m=4。按接触强度算得的分度圆直径d3 =90.526mm，算出小齿轮齿数d390.526廿z3 = =22.6315，取 Z3 = 23m4大齿轮齿数 乙=i2z3 =3汉23 = 69，取石=69。这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳 强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑， 避免浪费。4几何尺

16、寸计算(1) 计算分度圆直径d3 = mz3 = 4 汽 23mm = 92mmd4 = mzt = 4 汉 69mm = 276mm(2) 计算中心距ds+d492 +276a -mm 184mm2 2(3) 计算齿轮宽度b = d d3 = 1 汉 92mm = 92mm取 B4=95mm， B3 = 100mm。(4) 结构设计小直齿轮分度圆直径d3=92mm，材料为40Cr,由 于轴径为48mm，故小齿轮与轴分开做，小齿轮做成实 心式的结构，热处理方式也是调质处理，中间轴采用材料为45钢，热处理方式为调质处理。大直齿轮分度圆直径d4 = 276mm ,轴径为d =80mm，大齿轮齿顶圆直径 da4 = 284mm兰500mm,所以采用腹板